thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc côn trụ và bộ truyền xích

Mục lục Phần 1: TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ MOMEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC. 4 1.1. Tính toán chọn động cơ. 4 1.1.1. Xác định công suất cần thiết. 4 1.1.2. Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ. 4 1.1.3. Chọn động cơ. 5 1.2. Xác định công suất, tốc độ vòng quay và momen xoắn trên các trục. 5 1.2.1. Xác định công suất trên các trục. 5 1.2.2. Tốc độ vòng quay các trục. 6 1.2.3. Momen xoắn trên các trục. 6 Phần 2: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI (BỘ TRUYỀN ĐAI THANG). 8 2.1.Chọn loại đai. 8 2.2.Định đường kính bánh đai. 8 2.3Xác định số đai. 9 Phần 3: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG. 10 3.1. Chọn vật liệu. 10 3.2. Xác định ứng suất cho phép. 11 3.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép. 11 3.2.2. Ứng suất uốn cho phép. 12 3.2.3. Ứng suất cho phép khi quá tải. 14 3.3. Tính toán bộ truyền bánh răng côn răng thẳng. 14 3.3.1. Xác định chiều dài côn ngoài. 14 3.3.2. Xác định các thông số ăn khớp. 14 3.3.3 kiểm nghiệm răng vê độ bền tiếp xúc. 15 3.3.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. 16 3.3.5. Kiểm nghiệm răng về quá tải. 17 Phần 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC. 19 4.1. Chọn vật liệu. 19 4.2. Tính thiết kế trục. 19 4.2.1. Tính sơ bộ đường kính các trục. 19 4.2.2. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ. 19 4.2.3. Xác định lực tác dụng lên các trục, xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục. 21 4.2.4. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi. 29 4.2.5. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. 34 Phần 5: CHỌN Ổ LĂN, KHỚP NỐI. 36 5.1. Tính ổ lăn cho trục I. 36 5.1.1. Chọn ổ lăn. 36 5.1.2. Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ. 36 5.1.3. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ. 36 5.2. Tính ổ lăn cho trục II. 37 5.2.1. Chọn ổ lăn. 37 5.2.2. Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ. 37 5.2.3. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ. 38 5.4. Khớp nối đàn hồi. 39 5.4.1. Xác định các thông số của khớp nối 39 Phần 6: TÍNH TOÁN KẾT CẤU VỎ HỘP, BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP. 41 6.1. Vỏ hộp. 41 6.2. Các thông số của một số chi tiết phụ khác. 43 6.2.1. Nắp quan sát. 43 6.2.2. Nút tháo dầu. 43 6.2.3. Nút thông hơi. 43 6.2.4. Chốt định vị. 44 6.2.5. Que thăm dầu. 45 6.3 Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp. 46 6.4 Bảng kê các kiểu lắp, trị số sai lệch giới hạn và dung sai lắp ghép. 47

LỜI NÓI ĐẦU

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đối với một kỹ sưngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy

Thông qua đồ án môn học Chi tiết máy, mỗi sinh viên được hệ thống lại các kiếnthức đã học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả nănglàm việc; thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy; chọn cấp chính xác, lắpghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều số liệu mới về phươngpháp tính, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác Do đó khi thiết kế đồ án chitiết máy phải tham khảo các giáo trình như Chi tiết máy, Tính toán thiết kế hệ dẫn động

cơ khí, Dung sai và lắp ghép, Nguyên lý máy từng bước giúp sinh viên làm quen vớicông việc thiết kế và nghề nghiệp sau này của mình

Nhiệm vụ của em là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc côn - trụ và

bộ truyền xích Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thông qua khớp nối, hộp giảm tốc

và bộ truyền xích để truyền động đến băng tải

Lần đầu tiên làm quen với công việc thiết kế, với một khối lượng kiến thức tổng hợplớn, và có nhiều phần em chưa nắm vững, dù đã tham khảo các tài liệu song khi thựchiện đồ án, trong tính toán không thể tránh được những thiếu sót.Em mong được sự góp

ý và giúp đỡ của các thầy cô giáo

Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo, đặc biệt là thầy giáo Trần Nguyên Quyết

đã hướng dẫn tận tình và cho em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thành đồ án mônhọc này

Hà nội, tháng 03 năm 2013

Sinh viên thực hiện

Nguyễn Tiến Tuấn

Mục lục

Phần 1: TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ MOMEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC 4

1.1 Tính toán chọn động cơ 4

1.1.1 Xác định công suất cần thiết 4

1.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ 4

1.1.3 Chọn động cơ 5

1.2 Xác định công suất, tốc độ vòng quay và momen xoắn trên các trục 5

1.2.1 Xác định công suất trên các trục 5

1.2.2 Tốc độ vòng quay các trục 6

1.2.3 Momen xoắn trên các trục 6

Phần 2: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI (BỘ TRUYỀN ĐAI THANG) 8

2.1.Chọn loại đai 8

2.2.Định đường kính bánh đai 8

2.3Xác định số đai 9

Phần 3: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 10

3.1 Chọn vật liệu 10

3.2 Xác định ứng suất cho phép 11

3.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép 11

3.2.2 Ứng suất uốn cho phép 12

3.2.3 Ứng suất cho phép khi quá tải 14

3.3 Tính toán bộ truyền bánh răng côn răng thẳng 14

3.3.1 Xác định chiều dài côn ngoài 14

3.3.2 Xác định các thông số ăn khớp 14

3.3.3 kiểm nghiệm răng vê độ bền tiếp xúc 15

3.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 16

3.3.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải 17

Phần 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 19

4.1 Chọn vật liệu 19

4.2 Tính thiết kế trục 19

4.2.1 Tính sơ bộ đường kính các trục 19

4.2.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ 19

4.2.3 Xác định lực tác dụng lên các trục, xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 21

4.2.4 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 29

4.2.5 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh 34

Phần 5: CHỌN Ổ LĂN, KHỚP NỐI 36

5.1 Tính ổ lăn cho trục I 36

5.1.1 Chọn ổ lăn 36

5.1.2 Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ 36

5.1.3 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ 36

5.2 Tính ổ lăn cho trục II 37

5.2.1 Chọn ổ lăn 37

5.2.2 Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ 37

5.2.3 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ 38

5.4 Khớp nối đàn hồi 39

5.4.1 Xác định các thông số của khớp nối 39

Phần 6: TÍNH TOÁN KẾT CẤU VỎ HỘP, BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP 41

6.1 Vỏ hộp 41

6.2 Các thông số của một số chi tiết phụ khác 43

6.2.1 Nắp quan sát 43

6.2.2 Nút tháo dầu 43

6.2.3 Nút thông hơi 43

6.2.4 Chốt định vị 44

6.2.5 Que thăm dầu 45

6.3 Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp 46

6.4 Bảng kê các kiểu lắp, trị số sai lệch giới hạn và dung sai lắp ghép 47

Phần 1 : TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ MOMEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC.

1.1 Tính toán chọn động cơ.

1.1.1 Xác định công suất cần thiết.

- Công suất cần thiết: Pct=

P t

η =

3,29 0,88= 3,74 (kw) + Pt = β.Plv : Công suất tương đương

η đ = 0,96 : Hiệu suất bộ truyền đai

η br = 0,95 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng côn

η ol = 0,99 : Hiệu suất một cặp ổ lăn

η kn = 0,99 : Hiệu suất khớp nối đàn hồi

1.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ.

+ Ubr = 4: Tỷ số truyền bộ truyền động bánh răng.

+ Ubt= 2: Tỷ số truyền bộ truyền băng tải

- Số vòng quay của trục máy công tác:

Vận tốc quay(vòng/phút)

1.2 Xác định công suất, tốc độ vòng quay và momen xoắn trên các trục.

1.2.1 Xác định công suất trên các trục.

-Đĩa băng tải: Pbt =

Phần 2: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI (BỘ TRUYỀN ĐAI THANG).

Đường kính bánh đai nhỏ d1 = 1,2dmin =1,2.100= 120 (mm)

Theo tiêu chuẩn ta chọn d1=125mm

Theo tiêu chuẩn ta chọn L= 2000 (mm)

- Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây theo 4.15

Kđ - hệ số tải trọng động, tra theo bảng 4.7 ta được Kđ = 1,45

Clà hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm  1, ta tra bảng 4.15 đượcC= 0,87

l

C là hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, tra trong bảng 4.16 phụ thuộc chỉ số chiều

dài đai của bộ truyền đang xét l và chiều dài l 0lấy làm thí nghiệm, ta có

l/lo = 2000/1700 = 1,2 từ bảng ta chọn được C1 = 1,04

Culà hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, ta tra theo bảng 4.17

Ta được C = 1,14u

Czlà hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai, tra bảng

4.18 ( ta dựa vào tỉ số P / [P ] = Z' 1 0 để tra Cz)

4.Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Lực căng trên 1đai được xác định theo công thức sau:

Kđ= 1,45 C= 0,87

Z là số răng , ta có z = 4 theo tính toán ở trên

Lực tác dụng lên trục là Fr = 2Fo.z.sin(α1/2) = 2.236.4.sin(133,2/2) = 1733 (N)

Theo kết quả tính toán ta có bảng thông số sau:

Phần 3: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG.3.1 Chọn vật liệu.

Chọn vật liệu bánh răng với:

Giới hạn chảy σch2 = 450 (MPa).

Chọn loại đai hình thang kí hiệu A

⇒Ứng suất tiếp xúc cho phép : [σ H]1 = 560 1

1,1 =509,1 (MPa)

[σ H]2 = 530 1

1,1 =481,8 (MPa)Với bánh răng côn:

⇒ [σ F]1 = 441.1 1

1,75 =252 (MPa)

[σ F]2 = 414.1 1

1,75 =236 ,57 (MPa)

3.2.3 Ứng suất cho phép khi quá tải.

- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

[σ H 1]max=2,8.σch1= 2,8 580 = 1624 (MPa)

[σ H 2]max=2,8 σch2= 2,8 450 = 1260 (MPa)

⇒ [σ H]max=[σ H 2]max=1260 (Mpa)

- Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

[σ F 1]max=0,8 σch 1= 0,8 580 = 464 (MPa)

[σ F 2]max=0,8 σch 2= 0,8 450 = 360 (MPa)

3.3 Tính toán bộ truyền bánh răng côn răng thẳng.

3.3.1 Xác định chiều dài côn ngoài.

=50 √42+13√168500 1 , 12/( (1−0 , 25) 0 ,25 4 481 , 82)=211 ,8 (mm).

+ KR = 0,5Kd = 0,5.100 = 50 (Mpa1/3): Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của bánh răng và loạibánh răng Bánh răng côn răng thẳng bằng thép Kd = 100 (Mpa1/3)

+ u = 4

+ T1 = 168500 (Nmm): Momen xoắn trên trục I

+ ψ ba = 0,6: Tra bảng 6.6 (bánh răng đối xứng).

Chiều dài côn ngoài: Re=0,5 mte√ z12+ z22=0,5 4 √ 262+1042=214 , 4 (mm)

3.3.3kiểm nghiệm răng vê độ bền tiếp xúc.

+ Bánh răng côn răng thẳng : KHα = 1

- Ứng suất tiếp xúc cực đại:

σH max = σH √ Kqt=390 √ 1,8=523 (Mpa) ≤ [σ H]max = 1260 (MPa)

⇒ Răng thỏa mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt

- Ứng suất uốn cực đại:

σF1 max = σF1 Kqt = 113 1,8 = 203 (MPa) < [σ F 1 max] = 464 (MPa)

σF2max = σF2 Kqt = 105 1,8 = 189 (MPa) < [σ F 2 max] = 360 (MPa)

⇒ Răng thỏa mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng

Kích thước bộ truyền bánh răng côn:

Chiều dài côn: Re = 214,4 (mm)

Mô đun vòng ngoài: mte = 4 (mm)

Đường kính ngoài: de1 = mtez1 = 4.26 = 104 (mm) de2 = mtez2 = 4.104 = 416 (mm)Góc côn chia: δ1=14o ; δ2=76o

Chiều cao răng ngoài:

he = 2htemte + c = 2cosβ.mte + 0,2mte = 2.cos0.4 + 0,2.4 = 8,8 (mm)

Chiều cao đầu răng ngoài: hae1 = 5,6 (mm) hae2 = 4,8 (mm)

Chiều cao chân răng ngoài: hfe1 = 3,2 (mm) hfe2 = 4 (mm)

Đường kính đỉnh răng ngoài: dae1 = 114,9 (mm) dae2 = 418,3 (mm)

Giới hạn chảy σ ch = 340 (MPa)

ứng suất xoắn cho phép [τ] = 12…20 (MPa)

4.2.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ.

- Chọn chiều rộng ổ lăn Tra bảng 10.2.

trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ K3 = 10

- Khoảng côngxôn trên trục tính từ chi tiết ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ:

4.2.3 Xác định lực tác dụng lên các trục, xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục.

4.2.3.1 Trục I.

Vị trí đặt lực của bánh răng 3: dương

– Tính mô men xoắn T:

4.2.3.1.3 Tính mô men uốn tổng Mj, mô men tương đương Mtđj tại các tiết diện j trên chiều dài trục và đường kính trục tại tiết diện j.

Tra bảng 10.5 thép CT6, 45 có σb≥ 600 (Mpa) [σ] = 63 (Mpa)

d12 = 30 (mm) d10 = d11 = 40 (mm) d12 = 32 (mm)

4.2.3.2 Trục II.

+ Lực trên bánh răng 2

Lấy Fx12 = 1500 (N)

Chiều của lực từ khớp nối trục có chiều sao cho mômen uốn tại mặt cắt tiết diện bất kỳ

là lớn nhất, do đó Fx12 ngược chiều với Fx23

Flt20 = √ Flx 20 2 + Fl2 y20= √ 9562+ 7292=1202 (N)

Flt21 = √ Flx 21 2 + Fl2 y 21= √ 26962+ 4152=2728 (N)

4.2.3.2.2 Tính mô men uốn Mx và My, mô men xoắn T

– Tính mô men uốn Mx:

4.2.3.2.3 Tính mô men uốn tổng Mj, mô men tương đương Mtđj tại các tiết diện j trên chiều dài trục và đường kính trục tại tiết diện j

Tra bảng 10.5 thép CT6, 45 có σ b≥ 600 (Mpa) [σ] = 50 (Mpa)

4.2.4 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.

Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ mômen ta có các tiết diện cần được kiểm tra

Trục 1: Tiết diệnđai 12

Tiết diện ổ lăn 11

Tiết diện lắp bánh răng: 13

Trục 2: Tiết diện lắp bánh răng 23

Tiết diện ổ lăn 20

\Chọn lắp ghép: các ổ lăn đươc lắp trên trục theo k6, lắp bánh răng, nối trục và đĩa xíchtheo k6 kết hợp với lắp then

Kết cấu trục thiết kế phải thỏa mãn điều kiện:

K σd=(K σ

ε σ +K x−1)/K y

K τd=(K τ

ε τ +K x−1)/K y

+ Kσ =1,46 , Kτ = 1,54: Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn Tra

bảng 10.12 (Trục có rãnh then, sử dụng dao phay ngón gia công)

+ εσ , ετ : Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến ghới

hạn mỏi Tra bảng 10.10 Ta được Bảng 4.3

+ Kx = 1,06: Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Tra bảng 10.8.( Gia công trên máy tiện độ nhám đạt Ra = 2,5…0,63)

+ Ky = 1: Hệ số tăng bền mặt trục Không dùng các biện pháp tăng bền bề mặt

Từ đó ta tính được Kσ dj , Kστ j kết quả trong bảng sau:

hthen

* Kiểm nghiệm độ bền của then.

Chọn vật liệu thép 45, chịu tải trọng va đạp nhẹ

- Ta tiến hành kiểm nghiệm độ bền dập và độ bền cắt của then theo công thức:

σ d= 2 T

d l t.(h−t1)≤[σ d]

τc= 2.T

d lt.b ≤ [ τc]

+ T: mô men xoắn trên trục (Nmm).

+ d: Đường kính trục (mm)

+ lt=(0,8…0,9).lm :chiều dài then

+ h, t1 , b: Tra bảng 9.1

Theo bảng 9.5 trang 178 với tải trọng va đập nhẹ và dạnh lắp cố định thì:

[σ d]=100 (Mpa) : Ứng suất dập cho phép đối với mối ghép then Tra bảng 9.5

[τ c]=40 (Mpa) Ứng suất cắt cho phép đối với mối ghép then

Sau khi tính toán ta lập được bảng sau:

Từ bảng 4.4 ta thấy tiết diện 13 không thỏa mãn điều kiện bền cắt

- Do đó ta cần lắp thêm một then cách 180o khi đó:

⇒ Tiết diện 13 thỏa mãn điều kiện bền cắt

- kiểm nghiệm lại độ bền mỏi.

- σch = 340: giới hạn chảy của vật liệu trục (Mpa).

Từ biểu đồ mô men ta thấy:

+trục I tiết diện nguy hiểm nhất là 10

+trục II tiết diện nguy hiểm nhất là 20

5.1.2 Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ.

- Phản lực tổng tại hai gối đỡ khi tính trục là:

Flt10 = 938 (N), Flt11 = 4667 (N)Vậy ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn với: Fr = Flt11 = 4667 (N)

- Tải trọng động quy ước:

- Khả năng tải động: C d = Q m√ L=6067 10/3√ 214,2=30355 (N) = 30,4 (kN) < 42,4 (kN)

Vậy khả năng tải của ổ được đảm bảo.

5.1.3 Ki m nghi m kh năng t i tĩnh c a ểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ ệm khả năng tải tĩnh của ổ ả năng tải tĩnh của ổ ả năng tải tĩnh của ổ ủa ổ ổ.

- Tải trọng tĩnh quy ước

Qt = XoFr+ YoFa= 0,5.4667 + 0,6.285= 2504,5 (N) < Fr = 4667 (N)

+ Xo = 0,: Hệ số tải trọng hướng tâm Tra bảng 11.6.

+ Yo = 0,22cotg20 = 0,6

Vậy Qo = 2504,5 (N) = 25 (kN) < Co = 32,7(kN)

Vậy khả năng tĩnh của ổ được đảm bảo.

5.2 Tính ổ lăn cho trục II.

5.2.2 Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ.

- Vì đầu vào của trục có lắp khớp nối đàn hồi nên cần chọn chiều của Fx12 ngược chiều

đã dùng khi tính trục (tức là cùng chiều với lực Fx23)

- Khi đó phản lực trong mặt phẳng zOx:

Flt21 = √ Flx11 2 + Fl2 y11= √ 8132+301 ,22= 867 (N)

- Phản lực tổng tại hai gối đỡ khi tính trục là:

Flt10 = 1202 (N), Flt11 = 2728 (N)Vậy ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn với: Fr = Flt11 = 2728 (N)

- Tải trọng động quy ước: Fa = 0 nên

Vậy khả năng tải của ổ được đảm bảo.

5.2.3 Ki m nghi m kh năng t i tĩnh c a ểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ ệm khả năng tải tĩnh của ổ ả năng tải tĩnh của ổ ả năng tải tĩnh của ổ ủa ổ ổ.

- Tải trọng tĩnh quy ước:

5.4 Khớp nối đàn hồi.

5.4.1 Xác định các thông số của khớp nối

Để truyền mô men xoắn từ trục động cơ sang trục I ta dùng nối trục đàn hồi vì nó có cấu tạo đơn giản dễ chế tạo, giá rẻ

Ta chọn vật liệu làm trục là thép rèn 35 vật liệu làm chốt là thép 45 thường hóa

Để truyền mômen xoắn từ trục có mô men xoắn

T3 = 630300 N.mm

T3 = 630,3 N.m

Ta có đường kính trụcở đầu ra hộp giảm tốc d = 45 mm

Tra bảng 16.10a, 16.10b.suy ta có các kích thước cơ bản của trục vòng đàn hồi

1 Kiểm nghiệp khớp nối

Để nối trục thỏa mãn ta phải tính về điều kiện sức bền dập của của vòng đàn hồi và điều kiện sức bền của chốt

Điều kiện sức bền dập vòng đàn hồi

⇒ σu= 1,3 630300 41 , 5

0,1 163 130 8 =80≤80= [ σu]

Ta thấy trục thỏa mãn điều kiện bền dập của vòng đàn hồi và điều kiện sức bền của chốt

Phần 6: TÍNH TOÁN KẾT CẤU VỎ HỘP, BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP.

6.1 Vỏ hộp.

Chỉ tiêu cơ bản của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ, chọn vật liệu phổbiến nhất hay đúc là gang xám, kí hiệu GX 15-32 Chọn bê mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục

Theo bảng

18.1

[2]

85 :

Chiều dày: Thân hộp,

Nắp hộp, 1

 = 0,03a + 3 = 0,03.208 + 3 = 9,24chọn δ = 9(mm) > 6 (mm)

 1 = 0,9 = 0,9.9 = 8,1chọn δ1 = 8 (mm)Gân tăng cứng:Chiều dày, e

Chiều cao, h

Độ dốc

e = (0,8 1) = 7,2-9 mm chọn e= 8

h  58Khoảng 2o

d2 = (0,7 0,8)d1 = 11,2 12,8 (mm) chọn d2 = 12,M12

S4 = (0,9 1)S3 = 15,3 17 chọn S4 = 16 (mm)

K3 = K2 – (3 5) = 35÷37 Chọn K = 36 (mm)

k≥ 1,2d2 = 1,2.12 = 14,4 chọn k =15 (mm)

h: Xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm

lỗ bulông & kích thước mặt tựa

Dd: xác định theo đường kính dao khoét

S1 (1,4 1,7)d1 = 22,4 27,2Chọn S1 = 25 (mm)

S2(1 1,1)d1 = 16 17,6Chọn S2 = 17 (mm)

K1 = 3d1 =3.16 =48(mm)

q ¿ K1+ 2 δ=48+2 9 = 66 (mm)

Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong hộp

Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

Giữa mặt bên các bánh răng với nhau

Δ≥(1÷1,2)δ=9÷10,8

Chọn ∆ = 10 (mm)

Δ1≥(3÷5 )δ=27÷45

chọn ∆1 = 40 (mm) (tùy HGT & chất lượng dầu bôi trơn trong hộp)

6.2 Các thông số của một số chi tiết phụ khác.

6.2.1 Nắp quan sát.

Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp trênđỉnh hộp, ta làm cửa thăm, có nắp quan sát ; theo bảng 18.5, ta tra ra một số kích thước của nắp quan sát, hình vẽ trang 92[2] :

B= 15; C= 30; D= 15; E= 45; G= 36; H= 32; I= 6 ; K= 4 ; L= 10; M= 8; N= 22; O= 6; P= 32; Q= 18; R= 36; S= 32;

lç